二级圆锥圆柱齿轮减速器(带式输送机传动系统).doc

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1、一、机械设计课程设计任务书 设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮斜齿圆柱齿轮减速器）一、 总体布置简图二、 工作条件：1. 连续单向运转。2. 载荷平稳。3. 两班制。4. 结构紧凑。5. 工作寿命5年。三、 工作机输入功率：2.85 KW工作机输入转速：80 rpm四、 设计内容：1、 电动机选择与运动参数的计算；2、 齿轮传动设计计算；3、 轴的设计；4、 滚动轴承的选择；5、 键和联轴器的选择与校核；6、 装配图、零件图的绘制；7、 设计计算说明书的编写；五、 设计任务1、 绘制减速器装配图1张。2、 绘制减速器零件图1-2张。3、 编写设计说明书一份。word文档 可自由复制编辑计算与说

2、明主要结果二、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速：80rpm锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=1025最大值为：40故电动机转速应在范围内即：8002000 rpm最大值：3600rpm根据电动机的选择原则应选择：Y系列三相笼型异步电动机2、电动机功率的确定查机械设计课程设计表12-8名称数量效率代号斜齿圆柱齿轮10.940.991锥齿轮10.920.98N2联轴器20.950.995N3轴承40.98N4卷筒10.940.97N5计算得传动的装置的总效率：工作机输入功率：所需电动机输出功率为算得：即：电动机转速：8002000rpm最大值：36000rpm 电动机功率：3.18

3、43803403880063查机械设计课程设计表12-1（机械设计课程设计手册P173）最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，额定功率4kW，满载转速1440r/min。三、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比电动机满载转速1440r/min。工作机主动轴转速：总传动比查书得推荐值：，且，得，,满足要求。2、 由传动比分配结果计算轴速3、 分别取：各轴输入功率各轴输入转矩将计算结果列在下表轴号功率P/kW转矩T/()转速n/（r/min）传动比效率电机轴3.5623.60144013610.97020.93100.95060.9319I轴3.4622.901440I

4、I轴3.22 64.00480III轴3.06365.0080卷筒轴2.85340.0080四、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90，齿形角设计基本参数与条件：齿数比u=3，传递功率，主动轴转速，采用二班制工作，寿命5年（一年以360天计），小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。精度等级取8级。试选小齿轮齿数,则（2）按齿面接触疲劳强度设计查3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式 试选载荷系数：。 计算小齿轮传递的扭矩： 取齿宽系数：（机械设计表10-7，P205）

5、 确定材料弹性影响系数：（机械设计，表106，p201） 确定区域系数：锥齿角为20标准直齿圆锥齿轮传动： 根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数： 查3图10-19得接触疲劳寿命系数：， 查3图10-21(d)得疲劳极限应力：， 由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：，得： 则 齿轮的圆周速度 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-7得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-9得d：齿向载荷分布系数 查3表10-9得，所以e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径取标准值，模数圆整为计算齿轮

6、的相关参数，确定齿宽：圆整取(3)校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数当量齿数，查3表10-5得，取安全系数由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力校核强度，由3式10-23计算得可知弯曲强度满足，参数合理。2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比u=6，传递功率，主动轴转速，采用二班制工作，寿命5年（一年以360天计）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。运输机为一般工作机，精度等级取7级。试选小齿轮齿数24初选螺旋角（2）按齿面接触

7、疲劳强度设计查3(10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式试选载荷系数： 计算小齿轮传递的扭矩：取齿宽系数：确定弹性影响系数：由3表10-6，确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，查3图10-21(d)得疲劳极限应力：，由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由3图10-26查得代入数值计算小齿轮直径圆周速度齿宽b及模数，计算纵向重合度计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：查3表10-4得齿

8、向载荷分布系数 查3图10-13得e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径计算模数(3)按齿根弯曲强度设计由3式10-17计算载荷系数由纵向重合度，从机械设计课程手册图10-28得计算当量齿数由3图10-20得弯曲疲劳强度极限，由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数由3式10-12得由3表10-5得齿形系数，得应力校正系数，计算大、小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。计算得。对比结果，显然齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，而齿轮模数m主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅齿轮直径有关，故取 mm校正齿数，取圆整中心

9、距修正螺旋角变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸，取齿宽为，五、轴的计算1、I轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力圆周力，轴向力，径向力(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3，取，于是得由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1查机械设计课程设计表17-2，结合电动机参数，所以选取型号为LT3弹性套柱销联轴器，孔径选为16mm，长42mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为30mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件

10、的装配方案，如下图轴段1-2，由联轴器型号直径为16mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于30mm，取28mm。轴段4-5，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30204，内径为20mm。所以轴段直径为20mm，长度应略小于轴承内圈宽度14mm，取为12mm。轴段2-3，由轴承内圈直径20mm得轴段直径为20mm。左端联轴器又端面距离短盖取30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为59.25mm。轴段5-6，小锥齿轮轮毂长度为36mm，齿轮左端面距离套杯距离约为8mm，再加上套杯厚度8mm，确定轴段长度为52mm，直径为32mm。轴段3-4，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨

11、距应取悬臂长度的大约两倍，由此计算出轴段长度为100mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取3.5mm，所以轴段直径取42mm。零件的周向定位查机械设计课程设计表14-24得左端半联轴器定位用平键，宽度为5mm，高5mm，长度略小于轴段，取20mm，选取键，右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，高8mm，长度略小于轴段，取45mm，选取键。轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表12-13，取1-2、2-3、4-5的倒角分别为0.8,1.0,1.0，圆角取0.4，0.5,0.5(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的

12、位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。2、II轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：圆周力，轴向力，径向力圆柱齿轮：圆周力，径向力。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得(4)轴的结构设计轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为57mm，齿宽为52mm，取此轴段直径为57mm，长为52mm。轴段2-3，齿轮轮毂长度为40，轴段长度定为

13、38mm，直径为齿轮孔径40mm。轴段1-2，选用轴承型号为30205，内径20mm，故轴段直径为20mm，齿轮端面距离箱体内壁取7mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取25mm。轴段6-7，用于装轴承，长度取16mm，直径取20mm。轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取41mm。轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为20mm，又有定位需要，轴径取47mm。零件的周向定位查机械设计课程设计表14-24（p158）得锥齿轮定位用平键，宽度为12mm，深8mm，长度略小于轴段，取

14、28mm。斜齿轮定位用平键，宽度为16mm，深10mm，长度略小于轴段，取45mm。轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T弯矩和扭矩图如下：(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核

15、结果为安全。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。截面4的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面4左侧的弯矩为截面4上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系

16、数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。截面5的右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧的弯矩为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故

17、此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。3、III轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力圆周力，轴向力，径向力(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为34.31664693mm。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1选取凸缘曲轴器型号为GY6，孔径选为38m。联轴器与轴配合的轮毂长度为82mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段1-2

18、，由联轴器型号得直径为32mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取80mm。轴段5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径50mm，长度略小于轮毂长度取为40mm。轴段6-7，选取轴承型号为30206，由轴承内圈直径得轴段直径为40mm。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10.5mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段长度为35mm。轴段4-5，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取75mm，长度取10mm。轴段3-4，左端用于轴承定位，轴肩高度取3.5mm，直径为64mm，又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为65mm。轴段2-3，根据轴承和端盖宽

19、度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为40mm，直径取轴承内圈大小为40mm。零件的周向定位查机械设计课程设计表14-24得左端半联轴器定位用C型平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键C，右端大齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键。轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应

20、力查3表15-1得，因此，轴安全。六、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查机械设计课程设计表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核2、II轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查机械设计课程设计表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核3、III轴的轴承校核轴承30208的

21、校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查机械设计课程设计表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核七、键连接的选择及校核计算将各个连接的参数列于下表键直径mm工作长度mm工作高度mm转矩 Nm极限应力Mpa1620522.93245822.95728864.040451064.045444379.2795.7735514379.27106.25查3表6-1得，所以以上各键强度合格。八、减速器附件的选择1、通气器由于在室内使用，选简易式通气器，采用M121.252、油面指示

22、器，油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标3、起吊装置采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳4，放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5九、润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。3、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。4、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸

23、没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。十一、参考资料目录【1】机械设计课程设计，机械工业出版社，陆玉主编，2006年12月第一版；【2】机械设计手册.，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版；【3】机械设计，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，2005年12月第八版；【4】机械原理，高等教育出版社，孙桓主编，2005年12月第七版；同步转速为1440r/min确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，额定功率4kW，满载转速1440r/min。，45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS，